WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |

В заключении главы 3 приводится блок-схема этапов расчета течения и гидродинамических сил, действующих в центробежном насосе (на основе периодически-квазитрехмерной модели) и приводятся результаты расчета по данной схеме. Расчет включал в себя нахождение распределения скоростей и давлений по обводам проточной части рабочего колеса насоса и выполнялся насоса типа НМ 10000-210 с ротором на подачу 0,7, широко применяемого в магистральном транспорте нефти. Распределение отмеченных параметров находилось для двух подач насоса – 7000 м3/ч и 6000 м3/ч.

В результате расчетов были получены данные по изменению вдоль входной кромки лопасти таких параметров, как угол атаки i и средне s расходная скорость потока ( частично показано на рис.3.2 и рис.3.3), а также информация по распределению скоростей W и давлений P вдоль лопастей рабочего колеса (с рабочей и с тыльной сторон лопастей, между ними посередине межлопастного канала) для трех областей, примыкающих соответственно к переднему и к основному дискам колеса, а так же для области, расположенной между дисками по середине лопасти (часть результатов расчета представлена на рис.3.4).

Анализ расчетных данных показал, что по мере снижения расхода жидкости происходит: во-первых, увеличение угла атаки потоком входной кромки лопасти i, причем наиболее выражено и значительно у переднего s диска рабочего колеса; во-вторых, - изменение распределения вдоль s входной кромки лопасти с увеличением, наиболее выраженным у переднего диска колеса. Отмеченные изменения и их масштабы свидетельствуют о формировании на входе в рабочее колесо, и в первую очередь у его переднего диска, отрывных и обратных течений, то есть вихрей, называемых в литературе вихрями торможения.

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 Относительная длина кромки лопасти L отн Рис.3.2.Относительное изменение (при снижении производительности насоса) угла атаки потока i на входе в колесо вдоль входной кромки лопасти по координате Lотн, отсчитываемой от основного диска колеса 1,0,0,0,0,0 5 10 15 20 25 Vs, м/с Рис.3.3. Изменение абсолютной скорости потока Vs по координате вдоль входной кромки лопасти рабочего колеса Lотн при производительности насоса 6000 м3/ч (начало координат у основного диска) Изучение результатов расчетов по изменению W и P показало, что при уменьшении подачи относительная скорость потока на рабочей стороне лопасти (WPS ) и преимущественно вблизи выхода из колеса приобретает знак «минус». При этом такое изменение WPS наиболее выражено вблизи i отн Относительное изменение угла атаки L отн основного диска. Отрицательные значения относительной скорости говорят о возникновении зон обратных токов и отрывных пристенных течений.

-4 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 1,Lотн -0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 1,Lотн Рис.3.4.Распределение относительной скорости потока W и давления P в межлопастном канале вдоль основного диска рабочего колеса с тыльной ( ) и рабочей ( ) сторон лопастей, а также по середине межлопастного канала ( ) Образование неупорядоченного вихревого движения жидкости на входе и выходе рабочих колес в отмеченных выше областях у недогруженных по подаче центробежных насосов отмечено авторами многих экспериментальных исследований. Полученные в ходе расчетов результаты согласуются с известными экспериментальными данными. Это свидетельствует о соответствии предложенной модели течения разработанного метода расчета реальной структуре потока в межлопастных каналах насосов.

Четвертая глава включает в себя разработку физико-математической модели гидродинамической вибрации в насосах центробежного и шнекоцентробежного типов на основе выводов, полученных в предшествующих W, м / с P, МПа главах работы. На базе данных выводов и дополнительно проведенных в главе 4 исследований было установлено, что вибрация вызывается в значительной мере наличием в спиральном подводе насосов со средним расположением колес «языка», который предназначен для равномерного распределения жидкости по межлопастным каналам. При вращении ротора насоса каждый межлопастной канал (рабочего колеса или шнека соответственно) периодически входит в гидродинамическую тень данного «языка», затем выходит из тени и воспринимает воздействие со стороны входящей в него жидкости, которое временно было существенно ослаблено во время нахождения канала в тени «языка». Возобновление воздействия происходит в короткий промежуток времени и сопровождается образованием ударных сил гидродинамического происхождения, которые, в соответствии с главами 2 и 3 настоящей работы, приложены преимущественно к рабочей стороне второй (по ходу движения) лопасти, из ограничивающих канал лопастей. Все отмеченное приводит к периодическому силовому воздействию на рабочее колесо в области, находящейся вблизи «языка», с частотой, равной частоте прохождения мимо «языка» лопастей рабочего колеса. Эта сила воспринимается ротором в целом, который приходит в колебательное движение и генерирует вибрацию всего насоса.

Изложенное составляет физическую модель вибрации гидродинамического происхождения у центробежных насосов, работающих с недогрузкой по подаче. В эту модель так же входят выражения для расчета сил вибрации.

В результате исследований, проведенных в данной главе, были установлены силы, вызывающие вибрацию как при квазиодномерной модели течения жидкости, так и при квазитрехмерной модели течения.

При квазиодномерном взгляде на течение жидкости к силам, вызывающим вибрацию следует отнести: гидродинамическую силу, возникающую при ударном обтекании потоком лопастей рабочего колеса на его входе в результате образования угла атаки и существенного его увеличения с понижением подачи, а также силу, возникающую от взаимодействия в рабочем колесе транзитного и инерционного движений.

Для определения названных сил были получены, на ранее рассмотренных в главе 2 физических основах, расчетные зависимости (4.1) и (4.2):

/ F = K Fв/, (4.1) в 2 cos f sin 1л n D1 2sin (ctg + ctg1л) где, Fв/ = Q - Q K z 60 K [ l (D + d)- 2 z 1 l] K - коэффициент, учитывающий конструктивные особенности насоса (при одностороннем входе жидкости в колесо К = 1, при двухстороннем -2);

Fc = K Fc, (4.2) 4 K M 1л + 2 л c где Fc =.

(D2 + D1) cos f sin Кроме центробежных насосов широкое применение, в том числе и в магистральном транспорте нефти, имеют шнеко-центробежные насосы, они отличаются от центробежных наличием у них перед входом в рабочее колесо шнеков. Данные насосы, если они имеют среднее расположение рабочего колеса, также подвергаются вибрации гидродинамического происхождения при понижении их загрузки по расходу жидкости. Проведенные в главе подробные исследования особенностей рассматриваемого вида вибрации у шнеко-центробежных насосов позволили установить, что у данных насосов вибрация вызывается, в основном, возникновением угла атаки на входе в шнек, подобно тому, как это происходит на входе рабочего колеса. После отмеченного контакта поток в шнеке приобретает закрутку по направлению вращения ротора, в том числе и колеса, поэтому при входе в рабочее колесо и в самом колесе не создается условий для возникновения явлений, способных вызвать вибрационные процессы. Зависимость (4.3) для расчета силы, вызывающей вибрацию у шнеко-центробежных насосов, находилась на таких / же физических основах, как и сила F для центробежного насоса в / F = K Fs/, (4.3) s 0,где.

Fs/ = B Q2 (2 +1) sin i Здесь величины В, и i содержат в себе конструктивные параметры шнека (внешний и внутренний диаметры, количество лопастей, угол наклона лопастей и т.п.) и входной части насоса, а также частоту оборотов ротора насоса.

При рассмотрении течения жидкости с позиции квазитрехмерной модели сила, вызывающая вибрацию находится по формуле (4.4), аналитическая форма которой наглядно показывает физический источник ее получения S S Pвиб = (Pps - Pss) dS - (Pps - Pss) dS, (4.4) II I 0 где Pps и Pss - давление, действующее соответственно с рабочей и с тыльной стороны лопасти; S - площадь внешней поверхности лопасти, на которую воздействуют давления Pps и Pss; I и II – индексы, показывающие принадлежность параметров соответственно к областям I и II.

Fв/ Fc Pвибр Силы,, Fs/, и, зависимости для определения которых получены выше, вызывают колебание ротора и последующую вибрацию всего насоса. Таким образом, работающий насос можно рассматривать как систему, участвующую в вынужденных колебаниях с вязким сопротивлением. Колебания такой системы описываются уравнением (4.5) d2S dS + 2 +0 S = F0 sin(z n t +), (4.5) dt2 dt – перемещение при колебательном движении; t - время; h - коэффициент где S демпфирующей силы; М - масса системы, участвующей в колебании;

С - жесткость системы; - начальная фаза колебаний;

c n h F ; ; ; n = ;

0 = = F0 = 2 M M M Fв/ Fc Pвибр F –сила, вызывающая вибрацию (сумма и или ; Fs/ - в зависимости от того, какой насос рассматривается); n – число оборотов ротора насоса в минуту.

У большинства центробежных и шнеко-центробежных насосов, в том числе у насосов типа НМ, исследуемых в настоящей работе, лопасти рабочих колес и шнеков имеют пространственную конфигурацию. Поэтому Fв/ Fc Pвибр силы,, Fs/ и, направленные по нормали к лопасти, имеют три проекции, в качестве которых по сложившейся в вибродиагностике оборудования практике, рассматривают осевую (О), поперечную (П) и вертикальную (В) проекции, ориентированные соответственно вдоль оси ротора, поперек ее и вертикально.

В результате, уравнение (4.5) следует записать для каждой из отмеченных координат. Однако, как показал анализ виброграмм насосных агрегатов магистральных нефтепроводов, полученных автором работы и другими исследователями, координатные составляющие сил вибрации существенно не равноценны – О и В примерно равны друг другу, а П превосходит каждую из них примерно в три раза при любом режиме работы насоса. Отмеченное позволяет ориентироваться на одну, на наибольшую, составляющую П. Поэтому уравнение (4.5) рассматривалось как записанное для координаты П.

В рассматриваемом колебательном процессе наибольшую опасность dS d S S представляют не промежуточные значения параметров, и, dt dt характеризующих данный процесс, а амплитуды этих параметров. При постоянном режиме работы насоса амплитуда силы, вызывающей вибрацию, коэффициент демпфирующей силы h и жесткость системы С полагаются постоянными. В результате из выражений (4.6) будем иметь зависимости, связывающие между собой силу, вызывающую вибрацию, с параметрами вибрации: вибросмещением S = [S (t)], виброскоростью = [S (t)] и max max виброускорением = [S (t)].

max Уравнение (4.5) для отмеченных выше условий (постоянный режим работы насоса, постоянство F, h и C) можно представить в виде F 2 +2 +0 S = или + 2 +0 S = ax F (4.6) M Откуда следует:

= ax F - 2 - 0 S = a F - b или ; (4.7) ax = a F - b = F - - S или, (4.8) 2 2 a b a b где,, и - идентификационные постоянные для данной колебательной системы, которые могут быть оценены по известным параметрам h, С и производным от них величинам.

Пятая глава посвящена проверке соответствия опытным данным зависимостей (4.1), (4.2), (4.3), (4.7) и (4.8), моделирующим вибрацию гидродинамического происхождения в центробежных и в шнекоцентробежных насосах. Первоначально проверке подвергался общий характер полученных выражений для центробежных насосов – сравнивались результаты приближенных расчетов силы вибрации для них по формулам (4.1) и (4.2) с известными опытными данными по изменению интенсивности вибрации гидродинамического происхождения в зависимости от подачи насосов.

Проверка показала (рис.5.1), что существует качественное соответствие между расчетным и экспериментальными данным – сила вибрации и интенсивность вибрации минимальны в области, примыкающей к оптимальным значениям подач насосов, а по мере удаления от данной области в сторону повышения или понижения подачи оба параметра возрастают.

Рис. 5.1. Расчетные значения силы вибрации Для более глубокой проверки рассматриваемых 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1 1,зависимостей использовались Производительность насоса относительно ее оптимального значения Q/Q, б/р опытные данные, полученные автором, а также данные НМ 10000-210(1,25) НМ 10000-НМ 10000-210(0,7) НМ 10000-210(0,5) других исследователей. НМ 7000-210 НМ 5000-НМ 2500-230 16НД 10хОпытные данные автора получены на действующей нефтеперекачивающей станции и являются результатом вибрационных испытаний насосного агрегата НМ 10000–210 с ротором на подачу 1,25 ее номинального значения.

В ходе экспериментов измерялись продача и виброскорость агрегата в шести точках конструкции насоса:

y = 0,001x + 0,R2 = 0,задний подшипник, передний подшипник, подвод вблизи языка спирали, отвод вблизи языка 12000 13000 14000 15000 Расчетная сила вибрации F, Н спирали, всасывающий и нагнетательный патрубки. Для Рис. 5.2.К проверке расчетных зависимостей (4.1), (4.2) и (4.8) точек, расположенных на F Сила вибрации, Н мм / с Опытное значение виброскорости насоса, подшипниковых узлах, измерение вибрации осуществлялось в трех направлениях: вертикальном, поперечном, осевом.

Анализ полученных виброграмм показал, что при снижении производительности насоса наблюдается увеличение интенсивности вибрации только на лопастной частоте, соответствующей вибрации гидродинамического происхождения. Это обстоятельство позволило использовать полученный экспериментальный материал для проверки зависимостей (4.1), (4.2) и (4.8). Она состояла в нанесении на одно координатное поле опытных значений виброскорости и соответствующих ей, по производительности, расчетных значений силы вибрации F (рис.5.2) с последующим выявлением наличия между и F функциональной взаимосвязи вида (4.8). Согласно рис.5.2 такая взаимосвязь имеет место и она ярко выражена – достоверность аппроксимации составляет 0,9049.

Приведенное на рис.5.2 уравнение содержит численные коэффициенты 0,001 и 0,4318. Они представляют собой постоянные а/ и b/, входящие в формулу (4.8). Найденные таким образом параметры а/ и b/ позволили получить по (4.8) расчетные значения виброскорости. При этом в (4.8) вместо F подставлялась сумма сил, определенных по (4.1) и (4.2). Сравнение расчетных и опытных значений виброскорости показано на рис. 5.3.

Рис.5.3.Сопоставление расчетных значений виброскорости с опытными данными Формулы (4.1), (4.2) расчетные значения; - опытные даннные;

Pages:     | 1 |   ...   | 2 | 3 || 5 | 6 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»